單級齒輪減速器說明書

1、精選減速器設(shè)計說明書系別：專業(yè)班級：姓名：學號：指導教師：職稱：目錄第一章設(shè)計任務(wù)書11.1 設(shè)計題目11.2 設(shè)計步驟1第二章傳動裝置總體設(shè)計方案12.1 傳動方案12.2 該方案的優(yōu)缺點1第三章選擇電動機23.1 電動機類型的選擇23.2 確定傳動裝置的效率23.3 選擇電動機容量23.4 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3第四章計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)44.1 電動機輸出參數(shù)44.2 高速軸的參數(shù)44.3 低速軸的參數(shù)44.4 工作機的參數(shù)4第五章普通V帶設(shè)計計算5第六章減速器齒輪傳動設(shè)計計算86.1 選精度等級、材料及齒數(shù)86.2 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計86.3 確定傳動尺寸1

2、06.4 校核齒面接觸疲勞強度106.5 計算齒輪傳動其它幾何尺寸116.6 齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)12第七章軸的設(shè)計137.1 高速軸設(shè)計計算137.2 低速軸設(shè)計計算19第八章滾動軸承壽命校核258.1 高速軸上的軸承校核258.2 低速軸上的軸承校核26第九章鍵聯(lián)接設(shè)計計算269.1 高速軸與大帶輪鍵連接校核269.2 低速軸與大齒輪鍵連接校核279.3 低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核27第十章聯(lián)軸器的選擇2710.1 低速軸上聯(lián)軸器27第十一章減速器的密封與潤滑2810.2 減速器的密封2810.3 齒輪的潤滑2810.4 軸承的潤滑28第十二章減速器附件2912.1 油面指示器2912.2

3、 通氣器2912.3 放油塞2912.4 窺視孔蓋3012.5 定位銷3012.6 起蓋螺釘31第十三章減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸31第十四章設(shè)計小結(jié)32參考文獻32第一章設(shè)計任務(wù)書1.1 設(shè)計題目一級直齒圓柱減速器，拉力F=2300N，速度v=1.1m/s，直徑D=350mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2 設(shè)計步驟1 .傳動裝置總體設(shè)計方案2 .電動機的選擇3 .確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5 .普通V帶設(shè)計計算6 .減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算7 .傳動軸的設(shè)計8

4、.滾動軸承校核9 .鍵聯(lián)接設(shè)計10 .聯(lián)軸器設(shè)計11 .潤滑密封設(shè)計12 .箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計第二章傳動裝置總體設(shè)計方案2.1 傳動方案傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。2.2 該方案的優(yōu)缺點由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。因而沿齒向載荷分布均勻，相較不Y系列三相交流異步電動機一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。原動機部分為第三章選擇電動機3.1 電動機類型的選擇按照工作要求和工況

5、條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V,Y型。3.2 確定傳動裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：Y1=0.99滾動軸承的效率：Y2=0.99V帶的效率：刀v=0.96閉式圓柱齒輪的效率：Y3=0.98工作機的效率：yw=0.964a二比X騎X與XB產(chǎn)%=0.3683.3 選擇電動機容量工作機所需功率為Fx 口P =川 10002300 X 11iooo-電動機所需額定功率2.530.H68工作轉(zhuǎn)速:60x1000XV60x1000x1.1=X35(1=6。°F經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：24,一級圓柱齒輪傳動比范圍為：35,因此理論傳動比范圍為：620?？蛇x擇

6、的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=iaxnw=(620)X60.05=360-1201r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132S-6的三相異步電動機，額定功率Pen=3kW,滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min,同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。力殺電機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880電機主要外形尺寸圖3-1電動機中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLXHDAXBKDXEFXG13247

7、5X315216X1401238X8010X333.4 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw,可以計算出傳動裝置總傳動比為：960(M±=-.=11987&n60.05W(2)分配傳動裝置傳動比取普通V帶的傳動比：iv=3.5減速器傳動比為第四章計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)4.1 電動機輸出參數(shù)=tun=960rpm=9550000X一二9550000X2604844A/Mnm。n09f>04.2 高速軸的參數(shù)%960nj=-下二-27比黝闞。35W797廣955由乂9550財乂亞39.陶加4.3 低速

8、軸的參數(shù)FrhP$X4X7.；-2.79X0.99X0.98=27哨內(nèi)/27429門77力祐m腳%2.71Ttt=9550000X-9550000X二431197.93兀;，nntt60.024.4 工作機的參數(shù)P用=PifXrjfXn2Xn2Xqr=2.71X0.99X0.99X0.99XQ.=252k9'"擰"/一內(nèi)"一敞g'M飛2.S2Tjn=9550000X-=9550000X*二400966.34幽iUjvO.02各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N如m)電機軸9602.9128948.44高速

9、軸274.292.7997139.89低速軸60.022.71431197.93工作機60.022.52400966.34第五章普通V帶設(shè)計計算(1)確定計算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1.1,故Pm=K*P=i.ix2.91=3.201*W(2)選才iV帶的帶型根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。(3)確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1)初選小帶輪的基準直徑dd1。取小帶輪的基準直徑dd1=75mm。2)驗算帶速V。按式驗算帶的速度rcXd(JlXnx75x960v=-T-=3.77171-2?60X100060X11)00(4)計算大帶輪的基準直徑。計算大帶輪的基準直徑d舉=ix=3.

10、5x75=262.5mm根據(jù)表，取標準值為dd2=250mm。(5)確定V帶的中心距a和基準長Ld度根據(jù)式，初定中心距a0=490mm。由式計算帶所需的基準長度：2乂%+7*同+$乂>=2X490-Xi.7525(h&，八cii/丁1250-7g)-*4X490k如由表選帶的基準長度Ld=1550mm。按式計算實際中心距a。£廣入第1550-1506Q為1-二490*451加L按式，中心距的變化范圍為489-558mm。(6)驗算小帶輪的包角aa/、57,3”,“57,3-a180aX=180°-此50_75)X=160,129>"心'

11、£1計算帶的根數(shù)z1)計算單根V帶的額定功率Pro由dd1=75mm和n1=960r/min,查表得P0=0.51kW。根據(jù)n1=960r/min,i=3.5和A型帶，查表得P0=0.112kW。查表得K0=0.951,表得KL=0.98,于是“三禽+0X儲M&二S57工。、心XB.95*Xa，陽三狀翔哨0. 58取6根。(8)計算單根V帶的初拉力F0由表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m,所以(2.5-kJ x %=EQO X - + q Xv=116.74/V爐=500 X(2.5-0.951) x 3.201一訴1下6小斤十 0,1。5 X 3*(9)計算壓軸

12、力Fp產(chǎn)/160.42°>=2XzXFcXSiniy=2X6X116.74XI-I=1380.48/VAV帶中心距512mm小帶輪基準直徑dd175mm包角al160.42°大帶輪基準直徑dd2250mm帶基準長度Ld1550mm帶的根數(shù)6根單根V帶初拉力116.74N帶速3.77m/s壓軸力1380.48N（10薩輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪的軸孔直徑d=38mm因為小帶輪dd1=75因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。因此小帶輪尺寸如下：=2,0xd=2.0x3H=76mm%=%+之x儲=75+2x2.75=80.5mmB=+=（6-1）*15+2冥9=93陽河

13、L=2.0Xd>B（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=93mm小帶輪結(jié)構(gòu)圖圖5-1小帶輪結(jié)構(gòu)圖(2)大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計大帶輪的軸孔直徑d=28mm因為大帶輪dd2=250mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下：&=2.0xd=2.0x28=56mm+2x=250+2X275=255.5mmf?=(z-l)xe+2x/=(6-I)x15+2x9=93m?n|C=0.25x口=0.25x93=23.25mmL=2.0Xd=2。X28=56項陽大帶輪結(jié)構(gòu)圖圖5-2大帶輪結(jié)構(gòu)圖第六章減速器齒輪傳動設(shè)計計算6.1 選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（

14、滲碳淬火），齒面硬度4855HRC,大齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度4855HRC（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=27,則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1Xi=27X4.57=124。實際傳動比i=4.593壓力角a=20°。6.2 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式（10-7）試算模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值。a試選KFt=1.3b.由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Y£0.750.75二0.25+-=0.25+tT=。L7d=0.684c.計算YFaXYSa/（F由圖10-17查得齒形系數(shù)電/-2.5L%©=2頗由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)由圖10-24C查得小齒輪和

15、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)際皿0.91.%-0.92取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25,由式（10-14）得=451.36AfPti1.25兩者取較大值，所以2）試算齒輪模數(shù)gX/MFX匕X4V2V叫'2XL3X97139.89X0.681二J；XaQQ9UJX"（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備a圓周速度y4=小乂=1.292x27=34.8日4掰mZTXdX片花X34.884X274,29i?=n77560X100060X1000b.齒寬bb=隼d共壯、=1X34.(384=34.804mmc.齒高h及齒寬比b/hh=(2

16、xh+c*jxmnf=2.9O77nmb34.8K4h=7.9Of2）計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=0.775m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.065查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF行1.1由表10-4用插值法查得KH3=1.315,結(jié)合b/h=12查圖10-13,彳KKF出1.061。GJ = ill則載荷系數(shù)為K產(chǎn)KXxK/kxKp,=1x1.065x1,1X1,061=1.2433)由式(10-13),按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)292X取m=2mm4）計算分度圓直徑=mx=2X27=54mm6.3 確定傳動尺寸計算中心距+z.JX那a=-iSlinnh幽$(2)計算小

17、、大齒輪的分度圓直徑/=4Xm=27x2=547nmd2=124x2=248?n?n(3)計算齒寬b甲*d=54mm取B1=60mmB2=55mm6.4 校核齒面接觸疲勞強度齒面接觸疲勞強度條件為I2XKXT廿#/if,-I丁X-'>|J七X胃口端面重合度為：軸向重合度為:=0.318X中4XXtanfi=0查得重合度系數(shù)Z=0.868a計算接觸疲勞許用應(yīng)力（H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為:小一HQWw，"叫十一”頤陽計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)%=60x%xqx口=60x274,29x1x16x300x10=79x1001inM7.9x10857二5X1。由圖查取接

18、觸疲勞系數(shù):取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得接觸疲勞許用應(yīng)力“IX1.03X1100=-=1133MPa*HN2*1.14X1100-二1254財出XXfiX還XM=6陽用陽（【"J=H：瓷呼故接觸強度足夠。6.5 計算齒輪傳動其它幾何尺寸1）計算齒頂高、齒根高和全齒高% = % + 2 x J = m x 卜+ 2ft；J 58?nfn江立=&+2X兒=mX（叼+252mm3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑6.6 齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角on2020法面齒頂圖系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角3

19、左0°0'0"右0°0'0"齒數(shù)z27124齒頂局ha22齒根高hf2.52.5分度圓直徑d54248齒頂圓直徑da58252齒根圓直徑df49243B6055中心距a151151圖6-1大齒輪結(jié)構(gòu)圖:at1MC第七章軸的設(shè)計7.1高速軸設(shè)計計算(1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n=274.29r/min;功率P=2.79kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=97139.89N如m(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用40Cr(滲碳淬火)，齒面硬度4855HRC,許用彎曲應(yīng)力為d=55MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于高速軸受到的

20、彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。112Xjf2.79_11>/4Gm_/rc一上工上*揭門27L29由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%J=(1+0,05)X24.27=25.48mm查表可知標準軸孔直徑為28mm故取dmin=28（4）確定各軸段的直徑和長度。圖7-1高速軸示意圖1）高速軸和大帶輪配合，查表選取標準軸徑d12=28mm,112長度略小于大帶輪輪轂長度L,取112=54mm。選用普通平鍵，A型鍵,bxh=8X7mm（GB/T1096-2003）,鍵長L=40mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要

21、求并根據(jù)d23=33mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207,其尺寸為dxDXB=35X72X17mm,故d34=d78=35mm,取擋油環(huán)的寬度為12,貝U134=178=17+12=29mm。軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm,因止匕，取d45=d67=40mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=60mm,d56=58mm4）軸承端蓋厚度e=9.6,墊片厚度At=2,根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24,螺釘C1=20mm,C2=18mm,箱座壁

22、厚8=8mm,則=tf+C1+C：+21f+e+5+K-»-ZI=8+20+18+24-9.6+5+24-17-10=59.6mm5）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離A1=10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離A,取A=10mm,擋油環(huán)寬度s1=12mm,則%=（了=d+劣-“=10+10-12=8再加至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑28333540584035長度5459.629860829（5）軸的受力分析小齒輪所受的圓周力（di為小齒輪的分度圓直徑）T97139,89=2X-3M7.774N54小齒輪所受的徑向力1=3Xta

23、na=3597774x£u?i200=1309.483N根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得壓力中心a=8.5mm54第一段軸中點到軸承出力中心距思I,二不去，用二方+59.6+E5=95.Jnifii%60他承拉力中心利小輪支點砂昌1.二2Lf-29十才工-S.5-58.jfn/D£濟輪中點列軸承壓力中心距離J2一Jr研副軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力,其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于錢鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān)帶傳動壓軸力（屬于徑向力）Q=138

24、0.48Na在水平面內(nèi)高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1380.48N軸承A處水平支承力：%X4-QX1】X 58.5 - 1380,48 x 95,1-467/V軸承B處水平支承力:%"二Q+凡廣41門=13go.48+1309.483-(-467)=3157/Vb.在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力:1799N£2535R*x,-=3597.774xrz-rAVflL+L58,5+585。J軸承B處垂直支承力:h58.5=3597.774x=LN?+L58,545H5fakJ軸承A的總支承反力為:J2厘。心9曰%師+犯，一拓方+U醐=，而&茴如軸承B的總支承反

25、力為:他一屬二陶;-&3麗+U*-3633,同c繪制水平面彎矩圖截面A在水平面上彎矩:M=0W加加dflIJ截面B在水平面上彎矩:%=QX；=1380,48X95.1=13I284N加陽截面C在水平面上的彎矩:Mul=RAlx二-467x58.5=-27320Nmm截面D在水平面上的彎矩：M.)n=0Nmmd.在垂直平面上：截面A在垂直面上彎矩：Mw=截面B在垂直面上彎矩：“抻=ON»)nm截面C在垂直面上的彎矩：=RaVXf3=1799x5B5=105242JV-mm截面D在垂直面上彎矩：Wyp=QN*mme合成彎矩，有：截面A處合成彎矩:截面B處合成彎矩:截面C處合成彎矩

26、:%、一1臉+哈一4.二駕0二#U052翌y一,砧工切恤截面D處合成彎矩:轉(zhuǎn)矩和扭矩圖I=97139,89Nmm截面A處當量彎矩:截面B處當量彎矩:%=+(仃X力JJ“仃9萬Xm膽若一E：9N胸截面C處當量彎矩:“.顯+I我x力二二J(M我初乙S.療Xm犯二'-i233版胸截面D處當量彎矩:%-+（口x”-J（。產(chǎn)+9.6X9439,赤一58284”幀f.畫彎矩圖彎矩圖如圖所示：圖7-2高速軸受力及彎矩圖(6)校核軸的強度因B彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為用Xd,7TX3S'卬=-=4207.11mm抗扭截面系數(shù)為nxd1即=k=8414/Zm田最大彎曲應(yīng)

27、力為M=34.14MPC剪切應(yīng)力為=11.54jWPd按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)a=0.6,則當量應(yīng)力為查表得40Cr(滲碳淬火)處理，抗拉強度極限bB=600MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力<r-1b=55MPa,oca<(-1b,所以強度滿足要求。7.2低速軸設(shè)計計算(1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n=60.02r/min;功率P=2.71kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=431197.93N如m(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45(調(diào)質(zhì))，齒面硬度197286HBS,許用彎曲應(yīng)力為d=60MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸

28、的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。樂77dAOXJ-=112X=斂,%J.92由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%=(1+0,07)X39.88=42.67mm查表可知標準軸孔直徑為45mm故取dmin=45(4)確定各軸段的長度和直徑。圖7-3低速軸示意圖di,為了使所選的軸直徑di與聯(lián)軸Tca = KA XT,查表，考慮平穩(wěn),1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩故取KA=1.3,則：按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GBT4323-2002或設(shè)計

29、手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為42mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。選用普通平鍵，A型，bxh=14X9mm(GBT1096-2003),鍵長L=100mm。2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=50mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6211,其尺寸為dXDxB=55X100X21mm,故d34=d67=55mm。3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45=58mm;齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B=55mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取145=53m

30、m。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=(23)R,由軸徑d45=58mm故取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑d56=68mm。軸環(huán)寬度b>1.4h,取156=7mm。4)軸承端蓋厚度e=9.6,墊片厚度At=2,根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24,螺釘C1=20mm,C2=18mm,箱座壁厚8=8mm,則3=a+G+A+e+5+*廿-=H+2。+18+2+5+24-21-10=55.6mm5）取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離A2=12.5mm,考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離A,取A=10mm,已知滾動軸承的寬度B=21mm,則叢=

31、B+d+&+2=21+10+12,5+2=45.5mmll)7=B+J+d=21+10+12.5-7=36.5版陰至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑455055586855長度11255.645.553736.5（5）軸的受力分析大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑）T431197.93"一二=2x=：2X)=3477403N£2248大齒輪所受的徑向力112* 58, 6 f 10. 3122砸fXtana=3477.403xtan200=1265.671W根據(jù)6211深溝球軸承查手冊得壓力中心a=10.5mm453軸承壓力中心到選

32、輪支點距離J=i2&=+45.5-10.5=6L5nsi11P53齒輪中盤到軸承盅力中心距離乜-Lt-2/->4s5r10.5-61.5hsl軸承壓力中心到第彼軸支點距離1廠FJ+Ir軸承壓力中心到齒輪支點距離l1=61.5mm,齒輪中點到軸承壓力中心距離l2=61.5mm,軸承壓力中心到第一段軸支點距離l3=122.1mm軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHFrKl12G5.671X61.5我曲二二匚=Tl.5+6L5=C%”=1265.671-(633)=633/V軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVf=3477.403X八+匕6L5615TV>?5

33、1739N61.5心可*77,4gxe+岳軸承A的總支承反力為:同一J戰(zhàn)/晨二J（位出嗎口涔行'二師.廊軸承B的總支承反力為：%扁+成一篩K3行，網(wǎng).儂、a計算彎矩在水平面上，軸截面A處所受彎矩:在水平面上，軸截面B處所受彎矩:M.iI=在水平面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩:%力=Xfj二633X61.5二38030N泡問在水平面上，軸截面D處所受彎矩:在垂直面上，軸截面A處所受彎矩:Mw=0A>mzn在垂直面上，軸截面B處所受彎矩:蚌*=0N*)nm在垂直面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩:MlV=/?亞xfL=1739x61.5=106948N向H在垂直面上，軸截面D處所

34、受彎矩:Wyp=QN*mm截面A處合成彎矩彎矩:截面B處合成彎矩:/=O/V*nim合成彎矩，齒輪2所在截面C處合成彎矩為3二屈+吭=J（用密切:+U0曬需',串A7,"時截面D處合成彎矩:/=O/VHWH轉(zhuǎn)矩為：二4311t截面A處當量彎矩:憶士加2”辦學一6*S行X打織蚓"3258779中顯截面B處當量彎矩:=M=ON,用m截面C處當量彎矩:憶二2,(仃X力，一J(u的/'+gWX431瞰耐一部浙佝傾截面D處當量彎矩：%=/轉(zhuǎn)（"7分"一J。7（加6X打9"幻尸'33587WN*麗圖7-4低速軸受力及彎矩圖更力隹H平

35、山號柜圖；平面醛圖門成彎穎圖扭矩圖三屆考擔圖(6)校核軸的強度因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為7TXd'7TX5mW=-r=19145.37mmkJJ抗扭截面系數(shù)為TTX'11,二-=382<J0.73mm1最大彎曲應(yīng)力為Ma14一76Mpe剪切應(yīng)力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)a=0.6,則當量應(yīng)力為+4x仃XT*=20.火候查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限bB=650MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力(-1b=60MPa,(rca<c-1b,所以強度滿足要求。第八章滾動軸承壽命校核8.1高速

36、軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)620735721725.5根據(jù)前面的計算，選用6207深溝球軸承，內(nèi)徑d=35mm,外徑D=72mm,寬度B=17mm由于不存在軸向載荷軸承基本額定動載荷Cr=25.5kN,額定靜載荷C0r=15.2kN,軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：%一呵*跖防+o砌一一招5463%一幡+噓士«3品/(/渤2-施設(shè)同查表得 X1=1 , Y1=0 , X2=1 ,Y2=0查表可知ft=1，fp=1pri=ixFii+yi=1x1S58.6

37、3+0XO=1850.63Wpr2-X2XFr2+V2XFa2=1X3633.6+QX0*3633.6、取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式1.06Dn x=50458636 > 46000ft由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2低速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)6211551002143.2根據(jù)前面的計算，選用6211深溝球軸承，內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm由于不存在軸向載荷軸承基本額定動載荷Cr=43.2kN,額定靜載荷C0r=29.2kN,軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知

38、軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：%二十履士J(s的Wu*/放心%?/嗑4臉=*U*一/短的查表得X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0查表可知ft=1,fp=1*匕1+¥1X工,1=1x1口50,62+OX)1850.62A=*2*F.：1X1850.62+QX0：185662N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式IO64-60nXf/fx卬3=3532257ft>48000/10由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九章鍵聯(lián)接設(shè)計計算9.1 高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得bxh=8mmx7mm(GB/T1096-2003)鍵長40mm。鍵的工作

39、長度l=L-b=32mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力和=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力4xf1譽=-=M=bOMPaP/ixIXd9.2 低速軸與大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得bxh=16mmx10mm(GB/T1096-2003)，鍵長40mm。鍵的工作長度l=L-b=24mm大齒輪材料為40Cr,可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力dp=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力4乂hxlxdp9.3 低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得bxh=14mmx9mm(GB/T1096-2003)，鍵長100mm。鍵的工作長度l=L-b=86mm聯(lián)軸器材料為45,可求得鍵連接的許用

40、擠壓應(yīng)力和=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力4X72SOAfPci<|t7)=120MP&Phxlxd>1聯(lián)軸器的選擇第十章10.1低速軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉(zhuǎn)矩Tc=KXT=560.56N初選擇聯(lián)軸器的型號(2)選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器(GB/T4323-2002)，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=45mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。Tc=560.56N?m<Tn=1250N?mn=60

41、.02r/min<n=4700r/min第十一章減速器的密封與潤滑11.1 減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。11.2 齒輪的潤滑閉式齒輪傳動，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度vwi2-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達到33-71mm。從而選擇